- •Г.В. Лепеш
- •Содержание
- •Предисловие
- •1. Общие определения и рекомендации
- •2. Задание на контрольные работы
- •3. Исходные данные
- •4. Расчет силовых и кинематических характеристик привода
- •4.1. Определение мощности на приводном валу
- •Ориентировочные значения частных к. П. Д.
- •4.2. Выбор электродвигателя
- •4.3. Кинематический расчет привода
- •5. Расчет параметров зубчатых колес
- •5.1. Определение механических свойств материалов
- •Механические характеристики некоторых материалов зубчатых колес
- •5.2. Расчет параметров передачи
- •6. Конструирование валов редуктора
- •6.1. Расчет диаметров валов
- •6.2. Расчет шпоночных соединений
- •6.3. Расчет зубчатой муфты
- •Основные параметры зубчатых соединительных муфт
- •6.4. Разработка чертежа вала редуктора
- •7. Проверочный расчет быстроходного вала
- •7.1. Определение реакций опор
- •7.2. Расчет статической прочности вала
- •7.3. Уточненный расчет прочности вала
- •При различных видах поверхностной обработки
- •8. Подбор подшипников качения
- •Список литературы
- •Основы проектирования и конструирования
- •192171, Г. Санкт-Петербург, ул. Седова, 55/1
7. Проверочный расчет быстроходного вала
7.1. Определение реакций опор
Для проверочного расчета статической и усталостной прочности ступенчатого вала (быстроходного или тихоходного в соответствии с заданием) составим его расчетную схему (см. рис. 13).
Поскольку подшипники прямозубой передачи, воспринимают только поперечные нагрузки, то заменим их шарнирными неподвижными опорами и . Причем положение шарнирной опоры определим с учетом угла контакта подшипника качения, определяемого конструкцией подшипников (см. рис. 14). Поскольку для всех вариантов цилиндрических прямозубых редукторов (см. рис.3 - 5) заданных исполнений = 0, то для их радиальных подшипников положение опор принимаем в середине ширины подшипников.
Геометрические параметры вала определим на основании чертежа редуктора с межосевым расстоянием =200 мм (см. вариант 1) а=125 мм; b=75 мм; с=75 мм.
Рис. 12. Чертеж быстроходного вала
Рассмотрим внешние силы, нагружающие быстроходный вал редуктора (рис.13).
Со стороны муфты от электродвигателя на вал действует крутящий момент и поперечная сила ; со стороны зацепления окружная сила и поперечная :
;
;
= ( 0,1 0,3 ) ,
где: – окружное усилие, действующее на зубья муфты
= .
Принимаем Н.
Рис.13. Расчетная схема вала
Реакции опор и рассчитаем из условий статики. Поскольку направление силы относительно плоскости действия составляющих реакций неизвестно, то в каждом случае будем добавлять ее абсолютное значение. Рассмотрим сначала усилия в плоскости Y0Z.
Проверка:
Построение эпюры My (смотри выше):
Fr =1041,7 Н
F0 = 1149 Н
RAy = - 2484,3 Н
RBy = 293,6 Н
Участок 0 z а, а = 0,125
Мy = -Fr z
My(0) = 0
My(0,125) = -1041,7 0,125 = -130,2 H м
Участок а z а + b , а = 0,125, b = 0,75
Мy = -Fr z - Ray (z – a)
Мy(0,125) = -Fr z = -130,2 H м
Мy(0,2) = -1041,7 0,2 – (-2484,3) (0,2 – 0,125) = - 22,0
Плоскость X0Z.
Проверка:
Построение эпюры Mx (смотри выше):
FT = 3157 H
RBx = 1578,5 H
RAx = 1578,5 H
Участок 0 z а.
Mx(0) = 0,
Mx (0,125) = 0 т.к. на этом участке нет изгибающих сил.
Участок а z а + b , а = 0,125, b = 0,75
Mx (0,125) = 0
Мx (0,2) = RAx b
Мx (0,2) = 1578,5 0,75 = 118,3
Результирующие реакции опор.
Построение эпюры Mz (смотри выше):
T1 = -104,17 H м
Участок 0 z а + b
Mz = -T1 = -104,17 H м
Шариковые подшипники |
|||
= 0 |
= 0
|
|
= 0 |
Радиальные |
Сферические |
Радиально-упорные |
Упорные |
Роликовые подшипники |
|||
= 0 |
= 0 |
|
= 0
|
Радиальные |
Сферические |
Радиально-упорные |
Упорные |
Рис. 14. Виды подшипников качения
7.2. Расчет статической прочности вала
Из рис. 13 следует, что опасными сечениями для рассматриваемого вала, которые необходимо проверить на прочность, являются сечения: (z=0), как наименее жесткое при кручении , а также сечения (z=а) и (z=а+b), где действуют наибольшие изгибающие моменты.
В сечении (z=0) находится еще и шпоночный паз, ослабляющий его жесткость. Сечение (z=а), где действует изгибающий момент
и крутящий момент , находится в сложном напряженном состоянии и при этом имеет диаметр, незначительно превышающий наименьший. В сечении (z=а+b) изгибающий момент достигает наибольшей величины
.
Рассчитаем наибольшие напряжения в опасных сечениях.
В сечении (z=0) нормальные напряжения от осевых сил и изгибающих моментов равны нулю, касательные напряжения определяются крутящим моментом и полярным моментом сопротивления сечения цилиндрического конца вала со шпоночным пазом, глубиной t=5мм (см. табл. 8)
.
Тогда наибольшие касательные напряжения
,
а условие прочности вала в сечении (z=0)
выполняется.
В сечении (z=а) наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента и моментом сопротивления сечения вала
;
о наибольшие касательные напряжения этого сечения с полярным моментом , равны
.
В качестве допустимых напряжений на изгиб примем
.
При этом условие статической прочности по приведенным напряжениям,
, выполняется.
В сечении (z=а+b) рассчитаем аналогично, с учетом того, что наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента и моментом сопротивления сечения вала (с диаметром шестерни по впадинам):
;
;
;
.
Условие статической прочности по приведенным напряжениям, , выполняется.